兆瓦级风力机液压变桨执行机构动力学分析.pdf

Hy d r a u l i c s P n e u ma t i c s S e a l s ／ No ． 0 3 ． 2 0 l 6 d o i l O ．3 9 6 9 ／ j ． is s n ． 1 0 0 8 0 8 1 3 ． 2 0 1 6 ．0 3 ． 0 0 4 兆瓦级风力机液压变桨执行机构动力学分析 庞志锋 ， 孔屹刚， 李 鹏 太原科技大学 机械工程学院 ， 山西 太原0 3 0 0 2 4 摘 要 在对风力机空气动力学分析的基础上， 对液压变桨执行机构的机械动力学做了深入研究， 得到了液压变桨执行机构机械动力 学数学模型。利用动力学仿真软件Ad a ms 对一台2 MW风力机液压变桨执行机构进行动力学仿真实验， 仿真结果表明， 在风力机变桨 过程中， 通过对执行机构角速度、 角加速度、 活塞杆三个方向的受力比较分析， 为液压变桨执行机构的优化设计和疲劳寿命分析提供 理论支持。 关键词 风力机； 液压； 动力学分析； 仿真 中图分类号 T H1 3 7 ； T M6 1 4 ； T H1 1 3 ． 2 文献标志码 A 文章编号 1 0 0 8 0 8 1 3 2 0 1 6 0 3 0 0 1 卜O 5 Dy na mi c Ana l ys i s o f t h e Hy d r a u l i c V．a r i a bl e ． p i t c h Ac t u a t o r f o r M W n d 1 、 u r b i ne P A NGZ h i -f e n g , K O NG - g a n g , L I P e n g De p a r t me n t o f Me c h a n i c a l E n g i n e e r i n g ， T a i y u a n Un i v e r s i t y o f S c i e n c e a n d T e c h n o l o g y , T a i y u a n ， 0 3 0 0 2 4 ， C h i n a Ab s t r a c t Ba s e d o n a n a l y s i s o f t h e a i r d y n a mi c s f o r wi n d t u r b i n e ， t h e an a l y s i s l a y s g r o u n d wo r k for a f u r t h e r s t u d y o n ma c h i n e d y n a mi c s o f h y d r a u l i c v a r i a b l e - p i t c h a c tua t o r , and t h e me c h a n i c a l d y n a mi c ma the ma t i c a l mo d e l o f h y dra u l i c v a r i a b l e p i t c h a c tua t o r i s o b t a i n e d ． T h e d y n a mi c s i mu l a t i o n e x p e ri me n t o f h y dra u l i c v a r i a b l e - p i t c h a c tua t o r for 2 MW wi n d t u r b i n e i s c o n d u c t e d b y u s i n g Ad a ms， S i mu l a t i o n r e s u l t s s h o w t h a t t h e p r o c e s s o f v a r i a b l e p i t c h for wi n d t u r b i n e p r o v i d e t h e o r e t i c a l s u p p o r t f o r t h e o p t i mi z a t i o n d e s i g n a n d f a t i g u e l i f e ana l y s i s o f h y d r a u l i c v a r i a b l e -- p i t c h a c tua t o r , wh i c h i s a c h i e v e d t h r o u g h t h e c o mp a ris o n a n d a n a l y s i s o f a n gu l a r v e l o c i t y , t h e an gu l ar a c c e l e r a t i o n o f the a c - tua t o r a n d the s t r e s s o f t h r e e d i r e c t i o n s for p i s t o n r o d ． Ke y wo r d s wi n d t u r b i n e； h y dr a u l i c ； d y n a m i c an a l y s i s ； s i mu l a t i o n O 前言 随着我国环境问题的逐渐凸显， 能源的绿色化、 清 洁化是能源行业发展之趋势。风能发电具有清洁无污 收稿 日期 2 0 1 5 0 9 0 9 基 金项 目 山西省 自然科学基金 2 0 1 3 0 1 1 0 2 3 - 5 ； 校博 士启 动基金 2 0 1 2 2 0 2 9 作者简介 庞志锋 1 9 8 7 一 ， 男， 山东 日照人， 硕士研究生， 现从事机械电 子学科和流体传动与控制领域的科学研究。 染、 施工周期短、 投资灵活、 占用空间少 、 造价不高等特 点， 越来越受到世界各国的重视， 目前已成为一种技术 相对成熟 、 具有较大开发前景的新能源 。 风力发电机组的使用寿命一般为2 O 年， 其多安装 在偏远荒漠环境恶劣的地区 ， 大大增加 了风 电机组 的 安装维护困难， 故对风力机及其他配套组件提出了很 高的性能和寿命要求。变桨系统是风力发电机中的核 心部件之一， 其工作性能将直接影响到风力机的工况 后对该方案进行了试验验证， 试验结果表明， 该装置稳 定性好， 测量精度高， 能够实现对超大试样排水量实时 连续高精度检测。 参考文献 【 1 】 桑勇， 邵龙潭． “ 动静三轴试验仪” 伺服加载系统研究[ J 】 ． 大 连理工大学学报， 2 0 1 0 ， 5 0 2 2 0 2 2 0 7 ． [ 2 ]2 吴家平， 沈建华． 基于 S T M3 2 微控制器的过采样技术研究 与实现[ J ] ． 计算机技术与发展． 2 0 1 0 ， 2 0 2 2 0 9 2 1 2 ． [ 3 】 张英梅， 傅仕杰． S T M 3 2 的智能温室控制系统[ J 】 ． 软件， 2 0 1 0 ， 3 1 1 2 1 4 1 8 ． 『 4 】 蔡新岗， 陈红勋． 基于S T M 3 2 的智能水泵控制器设计【 J 】 ． 仪 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3 ， 1 4 1 0 7 3 9 7 5 0 ． 1 1 液 压 气 动 与 密 ／2 01 6年 第 0 3期 和寿命 ， 了解变桨过程 中变桨执行机构各运动副受力 变化情况是必要的n 。本文首先通过空气动力学理论 分析计算 ， 得到兆瓦级风力机随风速变化的桨距角和 变桨阻力距。其次 ， 根据机械动力学理论建立液压变 桨执行机构机械动力学数学模型。最后将一2 M W风 力机 液压变桨执行机构模型导人动力学仿真 软件 A d ． a ms ， 在桨叶盘上施 加随风速变化 的变桨 阻力距 ， 并根 据运 动转化关 系 ， 对液压变桨执行机构按照实际变桨 动作规律进行设置， 保证了液压变桨执行机构动力学 仿真与分析的真实性和可靠性。 1 液压变桨执行机构工作原理 对于兆瓦级风 电机组 ， 考虑到实 际中风速存在高 度的切变 ， 即三个桨叶不在同一高度 ， 受到的负载力不 一 致 ， 液压变桨执行机构通常采取一种通过安装在轮毂 内的三个液压缸分别驱动三个桨叶 的布置方案 。简 化后 的液压变桨执行机构如图 1 所示 ， 曲柄连杆机构中 曲柄转化为桨 叶盘 的形式 ， 桨 叶盘上铰链 A与铰链 B 的距 离 r 即为 曲柄连杆机构 中曲柄的长度 。曲柄连杆 机构连接液压缸和风力机桨叶， 液压缸通过曲柄连杆机 构驱动桨叶实现变桨动作 ， 曲柄连杆机构的作用是把液 压缸 的直线运动转换为桨叶 的转动 。该方案具有结构 简单、 控制精度高、 响应速度快、 稳定可靠等优点 。 卜桨 叶盘2 一 连杆3 一 活塞杆4 一 液压缸 图1液压变桨执行机构简化图 2 液压变桨执行机构动力学分析 2 ． 1 空气动力学分析 对液压变桨执行机构动力学分析 ， 首先要确定风力 机变桨工作时所承受的载荷大小。风力机依靠桨叶将 风能转化为机械能， 所以桨叶是风力机主要受力部件， 桨叶盘与桨叶固连 ， 所以桨叶盘上变桨阻力距大小即为 风力机桨叶所承受的载荷大小。根据空气动力学理论， 一 般翼型压力中心取翼型 1 ／ 4 弦线处 ， 当桨叶变距轴线 位于 1 ／ 4 弦线处时， 变桨载荷计算由下式确定 一 p C C d r 1 二’ 当桨叶变距轴线不在 1 ／ 4 弦线处时， 变桨载荷计算 由下式确定 1 p C [ C c。 c 0 s C s i n ， - y 。 ] d r 2 厶’ 1 式中 尺风轮半径 ； G叶素剖面弦长； 轮毂半径 ； P空气密度 ； 相对来流风速 ； 人流角； c 升力系数 ； c 阻力系数； c 变距系数； Y 翼型压力中心 ； Y 变距扭转 中心。 风力机实际输 出功率与桨距角的关系为 P p w R C ， 。 3 其中C ， 0 为风能系数， A为风力机叶尖速比， 0 为桨距角 。 c 。 ， 0 和 A， 0 成一非线性 函数关系 ， 其值随风速值的改变而改变。 2 ． 2 机械动力学分析 为了便于分析 ， 将变桨执行机构简化 ， 如图 1 所 示 。桨叶节距在桨 叶盘通过 曲柄连杆机构与液压缸相 连接 ， 节距角的变化与液压缸位移成正 比。液压缸 活 塞杆 以速度 做直线运动 ， 活塞杆质量为 m ， 其质心 Js 到铰链 C的距 离为 。桨叶盘 以角速度 ∞做变桨运 动， 变桨阻力距为 ， 桨距角为 0 。 ， 铰链 到桨 叶盘 回 转 中心长度为 r， r 即为 曲柄 长度 ， 质心 s 与铰链 A重 合， 转动惯量为 。连杆长度为 f ， 连杆质心 s 在铰链 B与 c的连线上 ， 到铰链 的距离为 ， 连杆质量为 ，对其质心的转动惯量为 t， 。 通过推导和计算可以得到液压缸活塞杆的位移 Y 与 ． ， f ， r 的关系如 4 式 y r 1 一 c 0 s 0 1 ／ [ 1 一／ l 一 手 s i n 】 4 对 4 式两边求导， 得到活塞杆速度 [ r s i n 0 l s i n 0 l c o s l l_ ] 5 ／卜 导 s i n 0 1 考虑运动副中摩擦 ， 取效率系数叼 O ． 9 ， 根据曲柄 连杆机构的运动转换关系， 液压缸活塞杆直线做功转 变为桨叶的旋转做功， 输入功率等于输出功率。 F c x 7 7 MT 6 由 5 式和 6 式可得 F 一 7 [ r s i n 0 ] 手 s in 。 c o s ， 下 7 7 f 1 一 了r s l- n 。 Hy d r a u l i c s P n e u ma t i c s＆ S e a l s O ， 0 3，2 0 1 6 式中F 为液压缸受沿活塞杆运动方向力 ， 即图2 中力 F 的水平分量 。 图 2 液压变桨执行机构动态静力分析 忽略运动副中摩擦影响， 运用动态静力分析的解 析方法对液压变桨执行机构进行分析n ， 液压变桨执行 机构各 构件受力如 图2 所示 。曲柄连杆机构 的动态静 力分析方程为 A R B一 口 。 8 式中 A 一 1 O 1 0 0 0 O 0 0 0 1 O 1 0 0 0 O 0 0 0 一Y B 一 日0 0 0 0 1 0 O 一1 0 0 1 0 O 0 0 0 O l 1 0 O 0 0 0 0 Y疗 一Ys 2 s 2 一 曰 c 一戈s 2 Ys 2一Yc 0 0 0 O 0 0 0 0 1 1 0 0 O 0 0 0 一l 0 0 1 0 0 0 0 0 s 3 一 c 0 0 D一 s 3 1 Eo 0 J 20 m 。 m 夕 m ， ， 0 R [ F A 。 F q F B F F c F F b F B M 。 9 J 1 0 1 1 A为一个 9 X 9 已知矩阵， 其元素与构件质心的位 置有关。日为一个 9 X 1 已知列阵， 包含了液压变桨执 行机构所受的惯性力和惯性力矩 ， 列阵 置零。 为 一 个 9 X l 列阵， 包含了机构各运动副中的反力和作用 于桨叶盘上的变桨阻力距， 其中变桨阻力距 为已知 量 ， 其余为未知量。本文研究的液压变桨执行机构运 动为动力学反问题 ， 由空气动力 学分析可知机构 的运 动状态和阻力力矩， 求解方程式 8 得到施加于原动件 上的平衡力， 以及各运动副中的反力。 3 仿真实验 液压变桨执行机构动力学仿真实验选取一2 MW风 力机， 其切人风速为4 n ti s ， 额定风速为 1 2 rr d s ， 切出风速 为 2 5 m ／ s ， 风轮直径为4 0 m， 风轮额定转速为 1 8 r ／ m i n 。 在仿真软件A d a m s 下， 保留兆瓦级风电机组液压变桨 执行机构中与运动有关各构件， 并考虑运动、 约束等因 素进行建模， 如图3 所示。 1 一 液压缸2 一 活塞杆3 一 销4 一 连杆5 一 桨叶盘6 一 轮毂 图3液压变桨执行机构仿真模型 风力机变桨动作的风速范围为 1 2 m ～ 2 5 m ／ s ， 由公式 1 、 3 、 4 可以得到仿真实验所需参数 ， 如变桨载 荷、 桨距角、 活塞杆位移， 其变化曲线如图4 一图6 所示。 由图4 可知， 变桨动作时， 需克服的变桨阻力矩 其 值 等于变桨载荷 先减小后增大 。由图 5 可知 ， 风力机 功率一定 ， 变桨动作时 ， 桨叶桨距角随着风速增大而增 大。由图5 、 图6 很明显的看出， 变桨动作时， 活塞杆位 移 与桨距角基本成线性 比例关系 ， 随桨距 角增 大而增 大。在动力学仿真软件A d a m s 下 ， 对液压变桨执行机 构仿真参数按上述关系取值并进行设置。 g Z ＼ 挺 寮 j∈ 杈 b D ＼ 鼎 风速 ／ m 图4变桨载荷与风速关系 吕 目 ＼ i g 风速 ／ m s 图5桨叶桨距角与风速关系 风速 ／ m S 。 。 图6 活 塞杆 位移与风速关 系 1 3 液 压 气 动 与 密 封 ／2 0 1 6年 第 0 3期 因为液压缸 为液压变桨执行机构 的原动件 ， 故液 压缸所受负载力即为液压变桨执行机构所受负载力。 选取最能体现液压变桨执行机构在变桨过程中所受负 载力变化 的铰点 j o i n t 5 分析 ， 如图 3 所 示 ， j o i n t 5 为活塞 杆端部与连杆连接的铰点。 图7 为随时间变化液压缸负载力变化 曲线 ， 由图可 知 ， 相 比沿活塞杆运动方向负载力 ， 垂直于活塞杆运动 方向和沿重力方向的负载力数值很小 ， 对液压变桨执 行机构的动力学影响不大， 故本文只对液压变桨执行机 构沿活塞杆运动方向负载力做动力学分析， 即式 6 、 7 、 1 1 中的 。 如图7 所示， 沿活塞杆运动方向力0 s 时其值并没有 达到最大 ， 这是因为本次研究的风力机在整机设计时， 为了避免变桨初始位置机械锁死， 桨距角初始位置设计 为一 2 。 。在 0 ． 2 6 s 时桨距 角 由一 2 。 变为零度 ， 到达死点位 置， 负载力达到最大值4 2 3 0 0 0 N 。随后通过死点位置， 桨距角变大， 负载力急剧下降， 2 ． 8 s 内下降到6 7 3 5 1 N ， 然后平稳下降直到仿真结束， 最终为 1 6 5 5 1 N 。通过分 析可知 ， 负载力在短时间内产生急剧变化 ， 巨大的冲量 会引起液压缸振动， 所以有必要对液压缸做减震保护以 保证变桨精度。此外， 图7 中负载力时间载荷历程曲线 为疲劳寿命分析流程中的载荷信息， 可结合几何信息与 材料信息对液压变桨执行机构疲劳寿命作出评估， 疲劳 寿命分析不是本文研究内容， 在此不作详述。 x 1 15 三 。 亲 z 1 图7 液压 变桨执行机构所受 负载 力 图8 为随着变桨阻力矩变化而变化的液压缸沿活 塞杆运动方向负载力曲线。如图8 所示， 当变桨阻力距 在4 5 7 0 N m到5 1 2 0 N m之间， 液压缸负载力大小有重叠 部分， 随后曲线平滑上升 ； 当变桨阻力距在 6 7 5 0 N m到 8 2 5 0 N m区 间 内 ， 负 载 力 急 剧 变 大 ， 达 到 最 大 值 4 2 3 0 0 0 N ； 在 区间8 2 5 0 N m到 8 4 6 0 N m， 负载力下 降到 3 8 9 2 0 0 N 。通过以上分析可知， 液压缸沿活塞杆运动方 向负载力与阻力距之间存在非线性关系。从式 7 中 1 4 可知， 曲柄连杆机构尺寸和桨距角变化是影响液压变 桨执行机构中的非线性因素， 再由 3 式和图5 可知， 2 MW风力机输 出功率一定 ， 桨距角大小由风速决定 ， 不 能通过设计改变，但可以通过改变连杆尺寸 Z 与曲柄尺 寸 r， 对液压变桨执行机构进行结构优化 。 Z ＼ 匠 妇 需 稍 嫂 艇 变 浆 载 荷 ／ N m 图 8 负载力与变桨 阻力矩关 系 角加速度和液压缸沿活塞杆运动方向负载力随时 间变化 曲线 如图 9 所示 ， 其 中实线 为变桨角加速度 曲 线 ， 虚线为负载力 曲线 。图中显示 ， 变桨 角加速度在 0 ． 2 6内由 3 ． 8 7 d e g ／ s 达到最大值 5 ． 1 2 d e g ／ s ， 随后急 剧下降， 在 1 ．8 s 后趋于平稳。通过比较可知， 液压变桨 执行机构负载力与变桨加速度曲线变化趋势一致， 且 在 同一时间达到最大值 ， 再 由公式 8 、 9 、 1 0 、 1 1 可知 ， 负载力 大小随着变桨角加速 度 增大而增 大 。因为活塞杆为细长杆 ， 其受压力过大时 ， 可能发生 失稳现象 ， 轴线不能维持原有直线形式平衡状态而变 弯 。风力机变桨过程 中， 不可 能以恒定 的角加速度变 桨， 所以考虑在桨叶盘上增加角加速度传感器 ， 通过传 感器发出信号控制液压缸动作， 使得变桨角加速度大 小控制在一定范围内， 确保负载力不至于过大 ， 防止发 生失稳现象 。 ∞ ＼ 暑 蛭 t ／ s 图9负载力与变桨角加速度曲线 Z ＼ 藕 Hy d r a u l i c s P n e u ma t i c s S e a l s ／ No ． 0 3 ． 2 0 1 6 变桨角速度曲线如图1 0 所示， 从仿真结果看 ， 当时 间为零 ， 风速为 1 2 m ／ s 时开始变桨 ， 在0 ． 1 s 内由一 1 ． 1 d e g ／ s 急剧上升为 1 ． 2 d e g ／ s ， 随后平稳上升 ， 在 2 s 时达到最大 值 2 ．3 d e g ／ s ， 接着从 2 s 开始平缓下 降 ， 最 终下 降为 0 ． 7 5 d e g ／ s 。 啪 ＼ 娅 媒 t ／ s 图 1 0 变桨角速度变化 由以上描述可知 ， 初始变桨瞬间变桨角速度为 负。这是首先因为当风速低于额定风速 1 2 m ／ s 时， 液压 变桨执行机构不工作， 风力机桨距角维持一 2 。 不变 ， 当 风速达到 1 2 m ／ s 时， 液压变桨执行机构开始动作 ； 其次 由图4 可知， 在变桨初始阶段 ， 传递到桨叶盘上面的变 桨载荷数值很大， 将会对桨叶盘产生冲击， 引起变形， 而桨距角初始位置又在一 2 。 ， 从而会产生一个负的角速 度。 变桨过程中构件变形会对变桨精度产生不利影 响， 因此液压变桨执行机构设计时应考虑使用利于刚 度大的材料和热处理方式。 4 结论 本文对兆瓦级风力机液压变桨执行机构动力学进 行了分析， 并做了仿真实验研究， 可以得到如下结论 1 数学模型 的建立对液压变桨执行机构进行 动 力学仿真研究及深入 了解液压变桨执行机构的动态特 性奠定了基础 。 2 通过对液压缸沿活塞杆运 动方向负载力 与变 桨角加速度分析 比较可知 ， 负载力随着变桨角加速度 增大而增大 ， 且在同一时问点达到最大值。通过考虑 在桨叶盘上增加角加速度传感器 ， 控制角加速度范围， 确保负载力不至于过大， 防止发生失稳现象。 3 对液压缸负载力仿真曲线变化规律分析可知， 沿活塞杆运动方向负载力在短时间内发生急剧变化， 巨大冲量会引起液压缸振动， 通过对液压缸做减震保 护以保证变桨精度。 4 对变桨角速度仿真曲线变化规律分析可知， 在 变桨初始阶段桨叶盘变形， 对变桨精度产生不利影响， 通过液压变桨执行机构设计时考虑使用利于刚度大的 材料和热处理方式， 提高变桨精度。 5 根据 曲柄连杆机构的运动转换关系 ， 对液压缸 负载力与 阻力距之 间非线性关系分析可知 ， 通过 改变 连杆尺寸 Z 与曲柄尺寸 r 对液压变桨执行机构进行结 构优化 。 6 获得液压缸所受负载力的时间载荷历程 曲线 ， 为液压变桨执行机构的疲劳寿命分析奠定基础。 参考文献 [ 1 】 D y n a mi c Mo d e l i n g a n d D i r e c t P o w e r C o n t r o l o f wi n d T u r b i n e Dr i v e n DF I G u n d e r Un b a l a n c e d Ne t wo r k Vo l t a g e C o n d i t i o n s [ J J ． J o u r n a l o f Z h e j i a n g U n i v e r s i t y S c i e n c e A A n I n t e r n a t i o n a l A p p l i e d P h y s i c s＆ E n g i n e e r i n g J o u rna 1 ．2 0 0 8 ． 1 2 1 7 3 1 一 l 7 4 0 ． [ 2 ] 魏聪梅， 孔屹刚， 安高成， 等． 基于 S i mH y d r a u l i c s 的风力机液 压变桨执行机构建模与稳定性分析f J 1 ． 液压气动与密封， 2 0 1 3 ， 1 2 4 0 4 3 ． [ 3 ] 孔屹刚， 王志新风 电机组可靠性建模和动态过程分析【 J ] ． 太 阳能学报， 2 0 0 8 ， 2 8 6 6 5 2 6 5 6 ． f 4 ] 林勇刚， 李伟， 陈晓波， 等． 大型风力发 电机组独立桨叶控 制系统【 J 】 _ 太阳能学报， 2 0 0 5 ， 2 6 6 7 8 0 - 7 8 6 ． 【 5 ] 李本立， 宋宪耕， 贺德馨， 等． 风力机结构动力学『 M] ． 北京 北京 航空航天大学出版社， 1 9 9 9 卜5 ． [ 6 ] B j r n S k a a r e ， B o Hi r n s t e n ， F i n n G u n n a r N i e l s e n ．M o d e l i n g ， S i mu l a t i o n a n d C o n t r o l o f a W i n d T u r b i n e wi 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